【正文】 限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。目前大多采用這種軸向柱塞泵。但空心結(jié)構(gòu)無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75%，即 由此可得 式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)。由上式計(jì)算出的數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑,應(yīng)選取20mm.柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即 （22）2）柱塞名義長度由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應(yīng)保證有最小留孔長度，一般取： 因此，柱塞名義長度應(yīng)滿足： 式中 —柱塞最大行程； —柱塞最小外伸長度，一般取。均壓槽的尺寸常?。荷頷=～；間距t=2～10mm（3）柱塞摩擦副比壓P﹑比功驗(yàn)算 對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應(yīng)力不僅會(huì)增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。同時(shí)在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時(shí)油液對銅材料的腐蝕作用。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即 =將上式代入式中，可得滑靴分離力為 （26）設(shè)剩余壓緊力，則壓緊系數(shù) 。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長的壽命。結(jié)構(gòu)簡單，是目前常用的一種型式。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。2）油池直徑 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定，. 3）中心孔﹑及長度如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。（1）過渡區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。（3）驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(yīng)有足夠的支承面積。根據(jù)估算：配油盤比壓p為 （29）式中 —配油盤剩余壓緊力； —中心彈簧壓緊力； —根據(jù)資料取300pa； 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即 式中 —平均切線速度，=。 通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖26所示）。圖27缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 （210）式中 —筒外徑，且。固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。盤上為滑靴安裝孔徑，為滑靴安裝孔分布圓直徑。因此，取橢圓長﹑短軸的平均值較合理，即 從圖28中可以看出回程盤上安裝孔中心O與長﹑短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等，且為，因而 （212） 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大。變量機(jī)構(gòu)的型式很多，按照控制方式，可分為手動(dòng)式、機(jī)動(dòng)式、電動(dòng)式、液動(dòng)式、電液比例控制式等。例如，圖29(a)所示，手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)斜盤改變傾斜角，如果用可逆電機(jī)旋轉(zhuǎn)絲杠可實(shí)現(xiàn)電動(dòng)變量。并予以比較選擇。圖210手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理及特征 圖中表明手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)雙向變量。圖211手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)圖中伺服變量機(jī)構(gòu)由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。由于B腔面積大于A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動(dòng)，推動(dòng)斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。這種利用機(jī)械位置反饋的伺服變量機(jī)構(gòu)減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和精度。（3）恒功率變量機(jī)構(gòu)恒功率變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)泵出口壓力調(diào)節(jié)輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保持不變，即原動(dòng)機(jī)輸出功率大致保持恒定。利用液壓力與彈簧力平衡的關(guān)系控制變量活塞，改變斜盤傾角。因此，只能用一段折線(一根彈簧)或二段折錢(二根彈簧)來近似替代雙曲線。圖212恒流量變量機(jī)構(gòu)原理及特征圖中恒流量變量機(jī)構(gòu)由帶有節(jié)流閥的雙邊控制閥(恒流量閥)和差動(dòng)變量缸組成。此時(shí)，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤傾角穩(wěn)定，泵輸出流量為恒定值。例如，機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)械等液壓系統(tǒng)。泵的理論排量q為 （） （33）為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算理論排量時(shí)應(yīng)按下式作校核計(jì)算： （34） 式中是常數(shù)，對進(jìn)口無預(yù)壓力的油泵=5400；對進(jìn)口壓力為5kgf/cm的油泵=9100，這里取=9100；故符合要求。從泵的排量公式中可以看出柱塞直徑﹑分布圓直徑、柱塞數(shù)Z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速也是不變的量。軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產(chǎn)生的?？紤]摩擦損失時(shí)，實(shí)際輸出扭矩為 = 軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之間﹑柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運(yùn)動(dòng)以及軸承運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。圖41為一般帶滑靴的軸向柱塞運(yùn)動(dòng)分析圖。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 ,使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定,當(dāng)泵的脈動(dòng)頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當(dāng),就產(chǎn)生了諧振的條件,諧振時(shí)壓力脈動(dòng)可能很高,﹑壓力脈動(dòng)在管路或附件中激勵(lì)起高頻率的機(jī)械震動(dòng)將引起導(dǎo)致管路﹑,一般是最容易受到破壞的部位.柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫成 （412）式中為柱塞橫截面積， 。定義脈動(dòng)率 （418）這樣，就可以進(jìn)行流量脈動(dòng)品質(zhì)分析了。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油﹑一周排油。圖51 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：（1）柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力為 （51）式中 —泵最大工作壓力。其值為 （54）（4）斜盤反力 斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力P及徑向力 即 （55）軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應(yīng)力和可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。根據(jù)相似原理有 （58）又有 所以 將式代入求解接觸長度。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。下面對這組力進(jìn)行分析。如圖44，取微環(huán)面，則封油帶分離力為 （522）油池靜壓分離力為 總分離力為 （523）（2）分離力滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即 （524）（3）力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 即 （525）將上式代入式中，得泄漏量為 （526） 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。圖57是常用的配油盤簡圖。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油窗高壓油對缸體的分離力。圖58封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為 式中 —柱塞間距角， ； —柱塞腔通油孔包角，這里取。第二步：新建文件。單擊工具欄中的“添加元件”按鈕 ，加入零件。建立好連接類型后就要添加“伺服電機(jī)”，提供動(dòng)力源。一般來說,由于各類液壓泵各自突出的特點(diǎn),其結(jié)構(gòu)﹑功用和運(yùn)轉(zhuǎn)方式各不相同,因此應(yīng)根據(jù)不同的使用場合選擇合適的液壓泵。(2) 將分散布置在柱塞底部的彈簧改為集中彈簧，并通過壓盤使柱塞緊貼斜